Etude par simulation numérique des écoulements dans le conduit d’admission d’un moteur à levée de soupape d’admission variable

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Etude par simulation numérique des écoulements dans le

conduit d’admission d’un moteur à levée de soupape

d’admission variable

Victor Iorga-Simăn

To cite this version:

Victor Iorga-Simăn. Etude par simulation numérique des écoulements dans le conduit d’admission d’un moteur à levée de soupape d’admission variable. Autre. Conservatoire national des arts et metiers - CNAM, 2012. Français. �NNT : 2012CNAM0800�. �tel-00726258�

THÈSE DE DOCTORAT

ÉCOLE DOCTORALE GÉNIE DES PROCÉDÉS ET HAUTE TECHNOLOGIE

Laboratoire du Génie des Procédés pour l’Énergie l’Environnement et la Santé (EA21)

Laboratoire de Moteurs de l'Université de Pitesti, Roumanie

Présentée par :

Victor IORGA-SIM

Ă

N

DOCTEUR du Conservatoire National des Arts et Métiers

et

DOCTEUR de l’Université de Pite ti

Sujet de la thèse :

Etude par simulation numérique des écoulements dans le conduit

d’admission d’un moteur à levée de soupape d’admission variable

soutenue le : 6 mars 2012

devant le jury composé de :

M. NICOLAE Viorel Professeur UPIT Président de jury

M. DELACROIX Alain Professeur Cnam Directeur de thèse

M. TABACU Ion Professeur UPIT Directeur de thèse

M. FEIDT Michel Professeur UHP Rapporteur

M. RADU Gheorghe Professeur UTBv Rapporteur

M. PODEVIN Pierre Ingénieur de Recherche Cnam Examinateur M. CLENCI Adrian Maître de conférences UPIT Examinateur M. DELIGANT Michael Ingénieur de Recherche Cnam Examinateur

Remerciements

Je tiens à remercier Monsieur le Professeur Alain DELACROIX, (Professeur au Conservatoire National des Arts et Métiers de Paris) et le Professeur Ion TABACU, (Professeur à l’Université de Pitesti) de m’avoir guidés et soutenus pendant cette période de 3 ans. Soyez assurés du témoignage de mes sincères remerciements et de ma profonde estime.

Je remercie, particulièrement, Monsieur Adrian CLENCI, Maître de Conférences, d’avoir mis à ma disposition ses compétences, pendant ce doctorat et sans l’aide duquel cette thèse en cotutelle n’aurait pas pu être réalisée. Je le remercie encore de m’avoir guidé pendant tout le déroulement des recherches.

Je désire remercier de même les Professeurs Pierre PODEVIN et Georges DESCOMBES (Conservatoire National des Arts et Métiers de Paris) pour l’aide et la confiance accordée. Je désire de même remercier Michaël DELIGANT (Conservatoire National des Arts et Métiers de Paris) de m’avoir guidé dans les premiers pas dans l’utilisation du programme de simulation numérique, Fluent. Je remercie Monsieur le Professeur Michel FEIDT (Université Henri Poincaré Nancy 1) et Monsieur Fabien FLORI, attaché pour la coopération scientifique et universitaire à l’Ambassade de France en Roumanie, de m’avoir accordé les financements pendant les stages effectués à Paris.

Je remercie mes collègues Adrian Cătălin NEAC U et Sergiu STROE pour l’aide accordée.

Je remercie également Monsieur le Professeur Dan ABĂITANCEI (Université ,,Transilvania’’ de Brasov) et sa femme, pour les conseils donnés et la disponibilité qu'ils m'ont accordée.

J’adresse aussi ma profonde reconnaissance à ma famille: à mon père, de m’avoir encouragé et soutenu tout au long de cette thèse de doctorat et à ma mère d’avoir réalisé la traduction en français de tout l’ouvrage. Je veux de même remercier Andreea, pour la compréhension qu’elle m’a accordée, pendant cette période.

Victor IORGA-SIMĂN Pite ti, mars 2012

Résumé

L’impact négatif de l’automobile sur l’environnement a entraîné une sévérisation des normes législatives pour protéger celui-ci. Les difficultés rencontrées lors de l’amélioration du rendement du moteur à allumage commandé, résultent principalement de son fonctionnement inefficace à charges partielles.

La distribution variable est capable d'améliorations concernant la réduction de la consommation de carburant, surtout dans une zone d’utilisation fréquente : basses charges et bas régimes. Une alternative à l’étude expérimentale est l’approche par simulation numérique, CFD en utilisant le logiciel ANSYS-Fluent.

Dans cette thèse de doctorat, le but principal a été de déterminer les vitesses d’écoulement du fluide pendant le processus d’admission pour deux lois de levée de la soupape, pour un moteur entraîné à 815 tr/min et une ouverture du papillon de gaz de 21.6°.

Dans ce but, on a utilisé deux modèles de simulation numérique: un modèle bidimensionnel et un modèle tridimensionnel. L’étude réalisée par simulation numérique a permis de clarifier quelques aspects importants concernant les vitesses d’écoulement de l’air dans le cylindre et le degré de turbulence.

Mots clés: consommation de carburant, hauteur de levée variable de la soupape d’admission,

lois de levée de la soupape, CFD, modèles 2D et 3D, vitesse d’écoulement, degré de turbulence.

Abstract

The negative impact of automobiles on the environment has led to increased severity in the legislation concerning environmental protection. The problems encountered in the efforts intended to improve the efficiency of the spark ignition engine are derived from its inefficient operation under partial loads.

The variable intake valve lift is capable of significant changes aiming at lower fuel consumption, especially in the frequent use area: low torque, low speed. An alternative to the experimental study of fluid flow is the approach by numerical simulation, CFD, using the software ANSYS-Fluent.

The main purpose of the present doctoral thesis was to determine the fluid flow velocity during the intake, for two intake valve lift laws, when the engine is running at 815 rpm, and with an opening of the throttle plate at 21.6°.

To do this, we have used two numerical simulation models: one two-dimensional, and one three-dimensional. The study by numerical simulation made it possible to clarify some important issues regarding the air flow velocity into the cylinder, and the level of turbulence.

Keywords: fuel consumption, variable intake valve lift ViVL, valve lift laws, CFD, 2D and

Table des matières

Liste des figures I

Liste des tableaux V

Liste des symboles VI

1.

Introduction et motivation

1.1. Intérêt pour le thème abordé 1

1.2. Objectifs de la thèse 6

1.3. Conclusions 7

2. Etat de l’art: la distribution à soupapes

2.1. Remplissage. Analyse fonctionnelle 8 2.1.1. Perméabilité. Caractéristiques de la loi de levée de soupape 8

2.1.2. Diagramme de distribution 11

2.1.2.1. Incidence du diagramme sur le cycle basse pression 13 2.1.2.2. Incidence du diagramme sur le cycle haute pression 15 2.1.2.3. Incidence du diagramme sur les émissions polluantes 16

2.1.3. Aérodynamique interne du moteur 17

2.1.3.1 Mouvement axial – tumble 18

2.1.3.2. Mouvement tangentiel de rotation (swirl) 21

2.2. Distribution variable 23

2.2.1. Méthodes de variation 23

2.2.1.1. Fermeture précoce de la soupape d’admission (EIVC) 26

2.2.1.2. Ouverture précoce de la soupape d’admission (EIVO) 28

2.2.1.3. Fermeture tardive de la soupape d’admission (LIVC) 28

2.2.1.4. Ouverture tardive de la soupape d’admission (LIVO) 29

2.2.1.5. Variation du calage (VVT) 30

2.2.1.6. Variation de la levée de la soupape d’admission (ViVL) 32

2.2.2. Réalisations constructives 34

2.2.2.1. Variation du calage 34

2.2.2.2. Variation de la hauteur de levée/durée d’ouverture 35

3. Etat de l’art: Modélisation et simulation numérique

des écoulements

44

3.1. Caractéristiques du phénomène de turbulence 45

3.2. Equations de l’écoulement 48

3.3. Modélisation de la turbulence 54

3.3.1. Modèle de turbulence Spart-Allmaras 56

3.3.2. Modèle de turbulence standard k – ε 57

3.3.3. Modèle de turbulence k - ε RNG 59 3.3.4. Modèle k - ε réalisable 61 3.3.5. Modèle k - ω standard 63 3.3.6. Modèle de turbulence k - ω SST 65 3.3.7. Approche LES 67 3.4. Conclusions 67

4. Expérimentation

68

4.1. Présentation du banc d’essai moteur 69

4.2. Détermination des lois de levée de la soupape 73

4.3. Influence de la loi de levée de la soupape d’admission et

de l’ouverture du papillon de gaz 75

4.4. Conclusions 82

5. Simulation numérique de l’écoulement de l’air dans les cylindres

du moteur à levée de soupapes d’admission variable

83

5.1. Géométrie. Conditions initiales. Conditions limites 84 5.1.1. Caractéristiques géométriques des modèles bidimensionnel

et tridimensionnel 84

5.1.2. Discrétisation du domaine de calcul 87

5.2. Modèle bidimensionnel 91 5.2.1. Analyse statistique et motivation du choix d’une série de

données par rapport à l’expérimentation 92

5.2.2. Analyse des résultats de simulation numérique CFD 97

5.3. Modèle tridimensionnel 101

5.3.1. Analyse des résultats de la simulation numérique CFD 102

5.4 Conclusions 111

6. Conclusions finales

Contributions personnelles

Perspectives

Bibliographie

Curriculum vitae

Liste des figures

Nr. figure Nom figure Page

Figure 1.1 Description du phénomène de «l’effet de serre» 1

Figure 1.2 Objectif auto-assumé de ACEA, JAMA et KAMA concernant la

réduction d’émission de CO2 et de la consommation de

combustible

2

Figure 1.3 Différence en g/km par rapport au niveau cible de 130 g CO2/Km 3

Figure 1.4 Paiements compensatoires/amendes pour le non-respect de la

directive EU 443/2009

3

Figure 1.5 Principales voies de réduction de la consommation de

combustible des automobiles

4

Figure 1.6 Courbes d’isorendement du moteur 5

Figure 1.7 Moteur prototype 6

Figure 2.1 Variation de la pression le long du conduit d’admission 8

Figure 2.2 Schéma pour le calcul de la section de passage des gaz à la soupape d’admission

9

Figure 2.3 Schéma pour le calcul simplifié 9

Figure 2.4 Cinématique de la soupape 11

Figure 2.5 Diagramme de distribution. Paramètres de distribution 12

Figure 2.6 Influence du diagramme de distribution sur le fonctionnement du

moteur

13

Figure 2.7 L’aire qui correspond à la durée du croisement 14

Figure 2.8 Diagrammes de pompage par rapport au régime et aux moments

de fermeture de la soupape d’admission

15

Figure 2.9 Représentation de l’écoulement du fluide dans le mouvement de

tumble

18

Figure 2.10 Différents types de pistons pour optimiser le mouvement de

tumble

18

Figure 2.11 Amélioration du mouvement de tumble 19

Figure 2.12 Variation du rapport de tumble pour différents régimes 20

Figure 2.13 Variation du taux de tumble en fonction du régime du moteur 20

Figure 2.14 Variation du rapport de tumble en fonction de l’ouverture de la soupape

Figure 2.15 Mouvement de swirl à l’intérieur du cylindre 22

Figure 2.16 Méthode d’engendrement du mouvement de swirl 22

Figure 2.17 Exemples de méthodes pour la variation des paramètres de

distribution

24

Figure 2.18 Implications de l'admission variable sur les performances du moteur

24

Figure 2.19 Influence de la stratégie EIVC sur le pompage 26

Figure 2.20 Influence de la stratégie LIVC sur le pompage 29

Figure 2.21 Le calage de la distribution 30

Figure 2.22 Changement du calage des arbres de distribution 31

Figure 2.23 Couple d’entraînement distribution vs levée de soupape 33

Figure 2.24 Décaleur VANOS 35

Figure 2.25 Double VANOS 35

Figure 2.26 Le système VTEC 36

Figure 2.27 Couplage verrou VTEC 36

Figure 2.28 Architecture de la solution Valvetronic 38

Figure 2.29 Lois de mouvement pour la solution BMW 38

Figure 2.30 Situations limite pour le mécanisme Valvetronic 39

Figure 2.31 Réduction significative du pompage 39

Figure 2.32 Réaction du système Valvetronic 40

Figure 2.33 Le mécanisme Hara ViVL – variante OHC 41

Figure 2.34 Le mécanisme Hara ViVL – variante OHV 41

Figure 2.35 Le moteur Hara ViVL 42

Figure 3.1 CFD – La mise en évidence des zones de turbulence 44

Figure 3.2 Allure du signal de turbulence 46

Figure 3.3 Evolution d’une particule de fluide sous l’influence de la diffusion

46

Figure 3.4 Processus en cascade du spectre des tourbillons turbulents 48

Figure 3.5 Solution de l’équation de diffusion pour différentes périodes de temps

51

Figure 3.6 Solution non linéaire de l’équation d’advection 51

Figure 3.7 Solution exacte de l’équation de Burgers pour Re>>1 53

Figure 4.1 Instrumentation du moteur prototype 69

Figure 4.2 Présentation générale du banc d'essai moteur 70

Figure 4.4 Capteur AVL GU13Z-31 71

Figure 4.5 Amplificateur charge AVL FlexIFEM 71

Figure 4.6 Capteur optique de position angulaire du vilebrequin 71

Figure 4.7 AVL IndiModul 621 71

Figure 4.8 Détermination PMH 72

Figure 4.9 Lois réelles de distribution du moteur prototype 73

Figure 4.10 Paramètres de la distribution pour la levée maximale de levée de la Soupape d'Admission

74

Figure 4.11 Variation du rapport effectif de compression avec la loi de mouvement de la soupape d’admission

75

Figure 4.12 Diagrammes de pression 77

Figure 4.13 Evaluation du pompage (PMEP) 77

Figure 4.14 Analyse du phénomène de pompage 78

Figure 4.15 Schéma de calcul Concerto 78

Figure 4.16 Evolution de la pression dans le collecteur d’admission 79

Figure 4.17 Evaluation de l’échange de gaz 80

Figure 5.1 Construction de la géométrie 84

Figure 5.2 Evolution du modèle 2D 85

Figure 5.3 Géométrie du modèle 3D 86

Figure 5.4 Présentation des zones d’interface utilisées dans les modèles de calcul

88

Figure 5.5 Modification du domaine de calcul 90

Figure 5.6 Graphiques Kernel pour la pression du cylindre 94

Figure 5.7 Evolution de la pression dans le cylindre 97

Figure 5.8 Evolution de la pression dans le collecteur d’admission 98

Figure 5.9 Diagramme de pression (2D_CFD) pour les deux lois de levée de

la soupape

99

Figure 5.10 Variation de quelques paramètres pendant la course d’admission

pour la loi maximale

100

Figure 5.11 Image des écoulements par les vecteurs pour la loi maximale 101

Figure 5.12 Variation de quelques paramètres pendant la course d’admission

pour la loi minimale

102

Figure 5.13 Corrélation CFD expérimentation. Evolution de la pression dans

le cylindre

103

le collecteur d’admission

Figure 5.15 Variation de quelques paramètres pendant le processus

d’admission pour la loi maximale

104

Figure 5.16 Variation de quelques paramètres pendant le processus

d’admission pour la loi minimale

104

Figure 5.17 Plan de section 106

Figure 5.18 Vitesse maximale d’écoulement de l’air 106

Figure 5.19 Vitesse d’écoulement de l’air à l’ouverture maximale de la soupape

107

Figure 5.20 Evolution de la masse d’air aspirée dans le cylindre 108

Figure 5.21 Phénomène du pompage le long de l’admission 108

Figure 5.22 Nombre de swirl 109

Figure 5.23 Trajectoires des particules de fluide au moment de l’atteinte d’ouverture maximale de la soupape

110

Liste des tableaux

Nr. tableau Nom tableau Page

Tableau 3.1 Constantes du modèle k−ε 59

Tableau 3.2 Constantes du modèle k−ω 64

Tableau 3.3 Constantes du modèle k−ω SST 66

Tableau 4.1 Principales caractéristiques géométriques du moteur 76

Tableau 5.1 Eléments qui composent les modèles 2D et 3D 86

Tableau 5.2 Caractéristiques géométriques des modèles 87

Tableau 5.3 Données initiales. Conditions de simulation 90

Tableau 5.4 La statistique descriptive du premier ensemble de séries

concernant la pression dans le cylindre

92

Tableau 5.5 Résultats tests statistiques 93

Tableau 5.6 Résultats tests statistiques 95

Tableau 5.7 Résultats tests statistiques 95

Tableau 5.8 Résultats tests statistiques 96

Tableau 5.9 Résultats tests statistiques 96

Tableau 5.10 Résultats tests statistiques 97

Tableau 5.11 Valeurs de la pression dans le cylindre à la fin de la compression 98

Tableau 5.12 Paramètres de caractérisation de l'écoulement inverse 101

Liste des symboles

c

A Aire de la section minimale du collecteur

s

A Section du passage des gaz à la soupape

s

a Accélération de la soupape

p

A Aire du piston

ACEA Associations des Constructeurs Européens d’Automobiles

AOA Avance (par rapport à PMH) à l’Ouverture de la soupape d’Admission

AOE Avance (par rapport à PMB) à l’Ouverture de la soupape d’Echappement

p

c Chaleur spécifique à pression constante

Cs Coefficient de swirl

Csm Coefficient moyen de swirl

sma

C Coefficient moyen absolu de swirl

CAI Controlled Auto-Ignition

CFD Computational Fluid Dynamics

D Diamètre du piston (ou l’alésage du moteur)

oa

d Diamètre de la portée de la soupape d’admission

ds Diamètre de "référence" de la portée

* s

d Petit diamètre de la portée de la soupape

sa

d Grand diamètre de la soupape

EIVC Early Inlet Valve Closing

EIVO Early Inlet Valve Opening

pc

f Facteur du profil de la came

fv Fonction d’amortissement de viscosité

FA Fermeture de la soupape d’Admission

FSA Moment de Fermeture de la Soupape d’Admission

FSE Moment de Fermeture de la Soupape d’Echappement

k

G Production de l’énergie cinétique turbulente

GDI Gasoline Direct Injection

h

hSA Hauteur de levée de la soupape d’admission

z x

H _, Moment cinétique

h(α) Loi de mouvement de la soupape

IRT Intensité relative de la turbulence

JAMA Japan Automotive Manufacturers Association

KAMA Korean Automotive Manufacturers Association

LES Large-Eddy Simulation

LIVC Late Inlet Valve Closing

LIVO Late Inlet Valve Opening

fp

m Masse du fluide d’admission

gr

m Masse des gaz résiduels

Mt Nombre de Mach z x M , Moment d’inertie n Régime du moteur t

n Régime du mélange du fluide

OHC Over Head Camshaft

OHV Over Head Valves

OSA Moment d’Ouverture de la Soupape d’Admission

a

p Pression des gaz d’admission

gr

p Pression des gaz résiduels

t

Pr Nombre de Prandtl

ReD Nombre de Reynolds

RANS Reynolds Average Navier Stokes

RFA Retard (par rapport à PMB) à la Fermeture de la soupape d’Admission

RFE Retard (par rapport à PMH) à la Fermeture de la soupape d’Echappement

RNG ReNormalizationGroup

SA Soupape d’Admission

SST Shear-Stress Transport

a

T Température du fluide d’admission

gr

T Température des gaz résiduels

SA

TS Produit section-temps de la soupape d’admission

SA

US Produit angle - section de la soupape d’admission

u u x ∂ ∂ Terme de convection k

V Volume de la chambre de combustion

S

V Cylindrée unitaire

s

v Vitesse de la soupape

VCP Variable Cam Phaser

ViVL Variable Valve Lift

VTEC Variable-valve Timing and Electronic-lift Control

VVT Variable Valve Timing

`

W Intensité de la turbulence

a

W Mouvement axial de vitesse

p

W Vitesse du piston

r

W Mouvement radial de vitesse

s

W Vitesse des gaz à la soupape

SA

W Vitesse moyenne obtenue à la soupape d’admission

t

W Mouvement tangentiel de vitesse

M

Y Terme de dilatation-dissipation

ZUF Zone d’Utilisation Fréquente du moteur

DSA

α

ÎSA

α

β Coefficient d'expansion thermique

ij

δ Tenseur (symbole) de Kroneker

( )

δ

γ Angle d’inclinaison de la soupape

k

Γ Diffusivité effective de k

ω

Γ Diffusivité effective de

ω

ε

ec

η Viscosité dynamique

θ La durée angulaire d’ouverture de la soupape

λ Conductivité thermique t Viscosité turbulente 2 2 u x

ν

ρ

τ

ISA

τ

ω

t

1. Introduction et motivation du thème

1.1. Intérêt pour le thème abordé

L’automobile, comme l’un des principaux moyens de transport, sans cesse augmente son rôle dans la civilisation humaine. Le principal impact de ce développement de l’automobile dans la société se manifeste par son interaction avec l’environnement. Notamment par l’énergie consommée pour la fabrication, l’utilisation et la destruction du véhicule, ce qui conduit à l’émission de dioxyde de carbone et d’autres gaz qui accroissent «l’effet de serre», figure 1.1.

Fig. 1.1. Description du phénomène de «l’effet de serre», /53/

Pendant la deuxième moitié du siècle de très grandes quantités de dioxyde de carbone ont été émises dans l’atmosphère. Celles-ci ont réduit la perméabilité de l’atmosphère pour les radiations de chaleur de la Terre vers le cosmos. Cet effet conduit au phénomène de réchauffement global de notre planète, /57/.

Des engagements en vue de lutter contre le réchauffement climatique ont été pris :

Le Protocole de Kyoto, adopté en 1997 par 158 états et ratifié par l’Union Européenne au

mois de mars 2002, engage les états signataires à réduire leurs émissions de gaz à effet de serre (GES), en moyenne de 5.2% pendant la période 2008-2012, par rapport au niveau de l’année 1990, /78/.

En 2009 l’Union Européenne a émis une directive qui vise le scénario 20/20/20 pour 2020 soit: une réduction de 20% de la consommation énergétique et de l’émission de GES et l’accroissement avec 20% des sources d’énergie renouvelables utilisées, par rapport au niveau enregistré en 1990. Aux Etats Unis, il est probable que ce scénario prenne la forme 80/80/80, ce

qui veut dire des améliorations de 80% pour 2050, par rapport au même point de référence (1990), /36/.

Du point de vue de la densité de puissance, de la densité d’énergie stockée pendant le fonctionnement et de l’autonomie, le moteur à combustion interne constitue, encore, une solution actuelle et de perspective immédiate, dans le domaine du transport routier.

Pourtant, en tenant compte des réserves limitées de combustibles fossiles et des règlements internationaux de plus en plus sévères concernant les émissions de polluants, l'amélioration des performances du moteur d'automobile devient obligatoire.

En 1998 les Associations des Constructeurs d’Automobiles d’Europe (ACEA1), le Japon (JAMA2) et la Corée (KAMA3) se sont imposées de réduire l’émission de CO2 jusqu’à

2008/2009 à la valeur de 140g/km, et jusqu’à 2012, à 120g/km. Ces actions font partie du projet de réduction globale de 35% de l’émission de GES jusqu’à 2012, par rapport à 1990, /135/. Cet objectif peut être aussi considéré comme une mesure indirecte de contrôle de la consommation de carburant des véhicules (figure 1.2)

Fig. 1.2. Objectif auto-assumé de ACEA, JAMA et KAMA concernant la réduction d’émission de

CO2 et de la consommation de combustible

En 2008, l’analyse du marché montrait que les engagements auto-assumés par les constructeurs d’automobiles étaient loin d’être atteints (figure 1.3), ce qui a conduit l’Union Européenne à établir la Directive 443/2009 préconisant un seuil de 130 g CO2/km en 2015 et 95 g CO2/km en 2020, /135/.

1

Association des Constructeurs d’Automobiles d’Europe

2

Fig. 1.3. Différence en g/km par rapport au niveau cible de 130 g CO2/Km, /50/

Le non-respect de ces valeurs générant des sanctions pécuniaires (figure 1.4), /50/.

Fig. 1.4. Paiements compensatoires/amendes pour le non-respect de la directive EU 443/2009, /50/

La figure 1.5 illustre les différentes voies d'action qui peuvent être envisagées pour réduire la consommation d'un véhicule au cours du cycle d'homologation, urbain et extra urbain. On présente le gain de consommation (exprimé en %) généré par une amélioration de 20% d'une caractéristique du véhicule. Le rendement du moteur est le paramètre dont l'action est la plus directe sur la consommation puisque toute amélioration dans ce domaine est directement répercutée sur la consommation en carburant. La réduction de la masse est également très efficace mais cette voie d'action est limitée du fait de la tendance à une augmentation des

prestations de confort et de sécurité ainsi qu'à la demande croissante des consommateurs pour des véhicules de gamme supérieure, en général plus lourds.

La réduction des frottements internes au moteur est une piste très intéressante puisqu'elle agit directement sur le rendement moteur lui-même. Cette piste a déjà été largement explorée au cours des dix dernières années et a d'ores et déjà permis aux moteurs de dernière génération de bénéficier de niveaux de consommation bien inférieurs à ceux de leurs prédécesseurs.

Longtemps considéré comme un moyen d'accroître les performances pures du moteur, l'augmentation du couple spécifique (couple maximum rapporté au litre de cylindrée) est aujourd'hui considérée comme l'un des moyens les plus efficaces pour réduire la consommation. De fait, associée à une réduction de la cylindrée du moteur ("downsizing"), cette solution permet de réduire considérablement les pertes internes au moteur avec un effet direct sur le rendement énergétique. Quant à la réduction du frottement de la chaîne de traction de l'ensemble du véhicule, celle-ci aura un impact relativement faible du fait des excellents niveaux de rendement mécanique déjà atteints.

Les gains à attendre d’une réduction de la traînée aérodynamique du véhicule sont également relativement modestes du fait de la vitesse moyenne relativement faible du cycle d'homologation. Bien entendu, ce paramètre devient au contraire prépondérant pour les grandes vitesses observées sur autoroute (130 km/h).

En conclusion, la méthode la plus efficace et la plus directe pour réaliser une réduction significative de la consommation en carburant des véhicules automobiles passe par l’amélioration du moteur, /101/.

Fig. 1.5 Principales voies de réduction de la consommation de combustible des automobiles, /101

La conception et la réalisation du moteur à combustion interne représentent un immense compromis entre la performance, l’économie de carburant et la quantité des substances

polluantes émises dans l’atmosphère. Ces trois facteurs sont liés et il est impossible d’optimiser l’un d’entre eux sans dégrader, plus ou moins, les deux autres. Si nous nous rapportons à l’économie de combustible du moteur à allumage commandé, selon la figure 1.6, le rendement maximum est situé autour de la valeur de 33%. En analysant la zone d’utilisation fréquente du moteur (ZUF = domaine des charges et des bas et moyens régimes), on observe une importante dégradation énergétique.

Fig. 1.6. Courbes d’isorendement du moteur, /81/

Le fonctionnement inefficace du moteur automobile dans les basses charges et les faibles régimes, suscite l’intérêt pour la recherche de solutions techniques qui agissent pendant cet intervalle de fonctionnement.

Pour le moteur à allumage commandé, une amélioration sensible peut-être apportée par la

distribution variable. Celle-ci agit de manière flexible, et par un réglage automatisé et adapté au

point de fonctionnement du moteur.

La solution distribution variable se justifie par l’impact extrêmement important sur la courbe de couple et sur les performances économiques et écologiques du moteur.

C’est pourquoi, aujourd’hui, la distribution variable gagne rapidement du terrain, et tend à se généraliser sous diverses variantes (v. § 2).

La distribution variable offre l'opportunité de maintenir le fonctionnement du moteur à

rendement élevé, surtout dans le domaine des bas et moyens régimes, alors que le fonctionnement du moteur standard (sans distribution variable), est tributaire au compromis réalisé au moment de l’établissement de la distribution classique (fixe).

1.2. Objectifs de la thèse

Le but principal de cette thèse est l’étude approfondie des phénomènes qui se déroulent pendant le processus d’admission d’un moteur à allumage commandé qui présente la possibilité de variation de la hauteur de la levée des soupapes d’admission, pour diminuer la consommation de carburant en ZUF. Le Laboratoire de Moteurs Thermiques pour Automobiles à l’Université de Pite ti dispose d'un prototype d’un tel moteur (figure 1.7), /9, 42, 62, 104/.

Fig. 1.7. Moteur prototype, /62/

Le système assure une variation continue de la levée de la soupape pendant le fonctionnement du moteur, il permet donc une meilleure adaptation du diagramme de distribution sur tous les points de fonctionnement du moteur (v. § 2). Les expérimentations effectuées sur ce moteur ont montré une réduction importante de la consommation de carburant au régime de ralenti, /9, 41, 42, 43, 45, 104/.

Le moteur représente un système complexe et il est très difficile d’effectuer des mesures de caractérisation de l’écoulement du fluide à l’intérieur du cylindre. Pour cette raison les simulations numériques constituent une bonne alternative. Elles peuvent, dans une certaine limite, se substituer aux moyens d'essais et engendrer des gains de temps et de coûts de développement appréciables. Grâce aux performances des ordinateurs actuels, les processus d’un moteur à combustion interne peuvent être abordés d’une manière réaliste, par modélisation et simulation numérique.

Donc, pour comprendre et expliquer les phénomènes qui se déroulent pendant le processus d’admission du moteur prototype, présenté figure 1.7, on utilisera dans cette thèse de doctorat une approche numérique. Dans ce but l’auteur utilisera les méthodes CFD4, proposées par le programme ANSYS-Fluent.

1.3. Conclusions

Quoique le moteur à combustion interne représente encore la plus utilisée source énergétique du domaine routier, il est confronté à des problèmes qui tiennent à la dégradation de l’environnement. Il s’agit de la mobilité routière, en tant que moteur du développement économique et aussi, comme on l’a déjà démontré dans ce chapitre, du transport routier, qui exerce une importante influence négative sur l’environnement.

Donc, plus que jamais, il est nécessaire de trouver un équilibre entre l’augmentation naturelle de la mobilité routière et la protection de l’environnement.

Par rapport à d’autres solutions considérées des sources énergétiques alternatives, le

moteur à combustion interne reste, pour le moment, la variante la plus convenable du point de

vue de la densité de puissance, de la densité d’énergie stockée, du temps de fonctionnement possible et du prix.

Le moteur à combustion interne est encore susceptible d’être amélioré. Dès son apparition

et jusqu’à ce moment, les constructeurs de moteurs ont exploité surtout trois axes: - Automatisation et optimisation du dosage,

- Automatisation et optimisation de l’allumage, - Optimisation organologique du moteur entier.

Pendant ses étapes d’évolution, le moteur thermique a passé d’un réglage manuel de l’avance à l’allumage, à l’un, complètement automatisé, caractérisé par un feedback continu, dû au contrôle électronique. Ce domaine de l’électronique a aussi influencé le système de dosage du combustible et le traitement des émissions polluantes qui a eu comme conséquence l’automatisation et l’optimisation de son fonctionnement.

On peut ajouter à ces axes, l’optimisation des paramètres fondamentaux du système de distribution qui offre de nombreuses opportunités d’approche du point de vue du fonctionnement du moteur à rendement maximal, surtout dans le domaine des zones d’utilisation fréquente (ZUF), là où le fonctionnement du moteur standard (sans distribution

variable) dépend du compromis réalisé au moment de l’établissement des paramètres de la

2. Etat de l’art: la distribution à soupapes

2.1. Remplissage. Analyse fonctionnelle

2.1.1. Perméabilité. Caractéristiques de la loi de levée de soupape

Le système d’admission des moteurs à allumage commandé, non suralimenté, comprend le filtre à air, le conduit de liaison, le papillon de gaz, le conduit d’admission, la portée de la soupape et la soupape.

Les pertes gazodynamiques, déterminées par le frottement du courant de gaz avec les parois, par les variations locales de pression et par les changements de la trajectoire d’écoulement, auront comme conséquence la réduction de pression le long du trajet, cylindre inclus, par rapport à la pression initiale, figure 2.1, ce qui influence négativement la

perméabilité du système d’admission.

L’intérêt de l’étude de la variation de la pression le long du circuit d’admission provient du fait que celle-ci caractérise la

perméabilité du système (v. § 3 et 4). La

section de passage des gaz à la soupape/aux soupapes d’admission est également une grandeur importante, qui influence la perméabilité du système d’admission. Les divers paramètres géométriques de la soupape et de la distribution qui exercent une influence sur la perméabilité sont donc passés en

revue dans ce chapitre.

La section de passage offerte par

la soupape peut être calculée par l’intermédiaire de l’aire latérale du tronc de cône avec la génératrice AB (figure 2.2): ) 2 sin h 5 , 0 d ( cos h 2 AB ) ' AA ' BB ( A * _s s s s π γ γ π⋅ + ⋅ _{= ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅} = (2.1)

Fig. 2.1 Variation de la pression le long du conduit d’admission

Fig. 2.2. Schéma pour le calcul de la section de passage des gaz à la soupape d’admission

Concernant la perméabilité du système d’admission, pour le petit diamètre de la portée de la soupape *

s

d , il y a deux exigences opposées : d’une part, être aussi grand que possible, pour

que les pertes gazodynamiques soient plus réduites et d’autre part, être aussi petit que possible pour augmenter la longueur b, du siége, afin de réduire la pression de contact donc diminuer l'usure.

Pour le calcul de la section du passage des gaz au niveau de la soupape, l’ouvrage /35/ indique une relation simplifiée (v. figure 2.3):

γ π θ π γ π θ cos h d sin h d A s s 2 s s s = ⋅ ⋅

=

où : ds est le diamètre de "référence" de la portée

Fig. 2.3. Schéma pour le calcul simplifié, /35/

En appliquant l’équation de continuité simplifiée et en acceptant l’hypothèse d’incompressibilité du fluide, par l’emploi de la relation 2.2, il résulte que :

       ⋅ = ⋅ ⋅       ⋅ = = ⇒ ⋅ = ⋅ ) b ( A A W W ) a ( sin d h D d 4 A A W W A W A W s p p s s 2 s p s s p p p s s

θ

où :A_p= aire du piston, D = diamètre du piston (ou l’alésage du moteur),

p

W = vitesse du piston, W = vitesse de gaz à la soupape. _s

Donc, si l’on considère, que pour un régime donné, c’est-à-dire pour une vitesse du piston donnée, la perte de la charge au niveau de la soupape se réduit, quand la vitesse des gaz au niveau de la soupape diminue aussi, il est évident qu’une perméabilité importante signifie un rapport W_p /W élevé (v. relation 2.3, a). Cette situation conduit, dans le cas d’un alésage fixe, _s

au choix d’un diamètre de soupape le plus grand possible; pour un D et un ds, donnés, l’objectif

précédent peut être obtenu par l’augmentation au maximum de la loi de mouvement de la soupape, h(α).

Mais la réduction du régime détermine la réduction de la vitesse d’écoulement des gaz au niveau de la soupape d’admission, ce qui n’aide ni le processus de formation du mélange, ni le processus de combustion. Le niveau maximal de la vitesse d’écoulement des gaz par la soupape d’admission est établi au régime de puissance maximale, de sorte que les pertes de charge aient des valeurs acceptables. Pour une réduction du régime de fonctionnement, le rétablissement de la vitesse d’écoulement ne peut se réaliser que par une réduction de la section de passage au niveau de la soupape d’admission. Cette conservation de vitesse suppose l’utilisation d’un système de distribution variable, capable, d’une variation de la hauteur de levée de la soupape d’admission (v. § 2.2).

Pour l’analyse comparative des lois diverses de mouvement de la soupape d’admission, obtenues par l’introduction d’un système de distribution variable, on peut utiliser les paramètres suivants.

- Le produit section - temps de la soupape d’admission : 2 [ ] ISA DSA SA SA TS A d m s τ τ

τ

_∫

En remplaçant le temps avec l’angle de rotation du vilebrequin (dτ = dα/6n), il résulte : 2 1 [ ] 6 ISA DSA SA SA TS A d m s n α α

α

∫

La nouvelle intégrale de la relation précédente s’appelle le produit angle - section de la soupape

d’admission 2 [ ] ISA DSA SA SA US A d m Vb α α

α

_∫

- La vitesse et l’accélération de la soupape s’obtiennent par dérivation numérique, ayant

comme point de départ la loi de mouvement de la soupape d’admission h(α):

' 1 1 0 [ / ] 2 i i s h h dh v h mm Vb dα α + − − = = = ∆ => 3 1 1 180 10 [ / ] 2 i i s AK h h v ω m s α π − + − −   = ⋅ ⋅_{ }⋅ ∆   (2.7)

2 2 1 1 2 2 2 3 2 1 1 2 2 " [ /( ) ] ( ) 2 180 10 [ / ] ( ) i i i s i i i s AD h h h d h a h mm Vb d h h h a m s

α

α

ω

α

π

La figure 2.4 présente la cinématique de la soupape d’admission. On observe les rampes d’ouverture et de fermeture; celles-ci ne participent pas réellement à la levée de la soupape. Pour des distributions qui fonctionnent avec un jeu thermique (v. § 2.2.3), elles permettent d’établir le contact entre les pièces (came/soupape, à l’ouverture et soupape /siège, à la fermeture) avec des vitesses d’impact suffisamment faibles. Pour les distributions qui fonctionnent sans jeu (celles qui possèdent des poussoirs hydrauliques), les rampes d’ouverture et de fermeture sont soit plus petites en hauteur et en temps, soit inexistantes.

2.1.2. Diagramme de distribution

Le mécanisme de distribution d’un moteur thermique comprend la totalité des éléments qui déterminent l’ouverture et la fermeture périodique des espaces d’admission et d’échappement et qui permettent l’échange de gaz (l’admission des gaz frais et l’échappement des gaz brûlés).

Son rôle est de définir la loi d’évolution des sections de passage, par lesquelles passent le mélange frais et les gaz brûlés. Il a aussi le rôle d’assurer l’étanchéité des cylindres pendant les phases de compression et de détente du moteur. L’influence du système de distribution est décisive sur les performances dynamiques, de consommation et de dépollution du moteur.

Pour mettre en évidence les principaux paramètres qui définissent le mécanisme de distribution du moteur, on recourt au diagramme de distribution, (figure 2.5.).

Fig. 2.5. Diagramme de distribution. Paramètres de distribution, /9/

Le diagramme de distribution représente la variation des hauteurs de levée des soupapes en fonction de la position angulaire du vilebrequin, hSA, hSE[mm] = f(α), par rapport aux points

morts (PMB et PMH). Ce diagramme est caractérisé par les paramètres suivants:

- AOA [°Vb] = avance (par rapport à PMH) à l’ouverture de la soupape d’admission,

- RFA [°Vb] = retard (par rapport à PMB) à la fermeture de la soupape d’admission,

- AOE [°Vb] = avance (par rapport à PMB) à l’ouverture de la soupape d’échappement, - RFE [°Vb] = retard (par rapport à PMH) à la fermeture de la soupape d’échappement, - Le croisement ou la superposition de l’ouverture des soupapes [°Vb]= AOA+ RFE,

- La durée d’ouverture de l’admission [°Vb]= AOA+180°+ RFA,

- La durée d’ouverture d’échappement [°Vb]= AOE+180°+ RFE,

Les pentes des rampes d’ouverture et de fermeture étant très faibles, il est difficile de définir avec précision les avances et les retards. Pour cette raison ces valeurs sont fournis à une hauteur standard/de référence (ex. 0.2 mm). Compte tenu de cette règle, la variation de la hauteur de levée est aussi accompagnée de la variation des moments d’ouverture et de fermeture de la soupape donc, de la variation de la durée d’ouverture, (v. § 2.2.3). Dans la pratique cette incidence est bien réelle sur le fonctionnement du moteur car les phases de vidange ou de remplissage sont très peu affectées sur les premiers millimètres de levée de la soupape.

2.1.2.1. Incidence du diagramme sur le cycle basse pression

Avance à l’ouverture de la soupape d’échappement, AOE

L’AOE est favorable à la vidange du cylindre. Pourtant, elle ne doit pas être trop grande pour ne pas dégrader le rendement du cycle haute pression (v. aire „a” dans la figure 2.6, a). Les avantages d’une ouverture anticipée sont les suivants :

- la pression des gaz brûlés est élevée, ce qui assure une vidange libre, par la détente des gaz dans le conduit d’échappement et détermine l’augmentation de l’amplitude des phénomènes acoustiques dans la tubulure d’échappement;

- au moment de l’arrivée au PMB, la section de passage au niveau de la soupape étant significative, il s’ensuit une réduction des pertes de charge pendant toute la phase de refoulement

- la pression dans le cylindre, au début de la course d’échappement est réduite, ce qui détermine la diminution du travail consommé pendant cette course, (v. aire „b” dans la figure 2.6, a).

Retard à la fermeture de la soupape d’échappement RFE

RFE doit exister pour éviter la

recompression des gaz résiduels brûlés à la fin de la course d’échappement (v. aire „a” dans la figure 2.6, b) et pour assurer la vidange du volume mort en exploitant, ainsi, les éventuels phénomènes pulsatoires. En effet, l’onde de pression générée par l’ouverture de la soupape se propage dans le système d’échappement, pour se refléter dans une onde de dépression qui

remonte vers la soupape. Pour être

correctement exploitée, cette dépression doit assurer la vidange du volume mort, lorsque le piston est au voisinage du PMH (i.e. quand la

vitesse du piston est presque nulle). Pour cela, la soupape d’échappement doit être encore ouverte. Cependant, la fermeture de la soupape d’échappement ne doit pas s’effectuer trop tardivement, pour éviter l’aspiration des gaz brûlés dans le cylindre.

Fig. 2.6. Influence du diagramme de distribution sur le fonctionnement du moteur, /35/

Avance à l’ouverture de la soupape d’admission AOA

L’AOA conditionne la section de passage du gaz au début de la phase d’aspiration. En augmentant l’AOA, la perte de charge à la soupape diminue, (v. aire „a” figure 2.6, c), ce qui permet une meilleure conversion du travail du piston en énergie cinétique de l’air du collecteur. Cette énergie cinétique est ensuite récupérée à la fin de la phase d’admission, permettant ainsi d’améliorer le remplissage. L’AOA améliore, donc, la perméabilité pendant la phase d’admission, diminuant le travail de pompage. Pourtant, l’AOA doit être limitée pour éviter le refoulement d’une partie des gaz brûles dans le conduit d’admission.

Croisement des soupapes, AOA+RFE

Quand le piston se trouve au voisinage de PMH, et les processus d’échappement et d’admission se succèdent, on constate que la

chambre de combustion est en

communication avec le conduit d’admission et aussi avec celui d’échappement. Cette phase s’appelle croisement ou ouverture

simultanée des soupapes et elle est

responsable de l’EGR interne dont l’intensité dépend du point de fonctionnement du moteur.

Aux bas régimes, il est préférable d’adopter une étendue angulaire réduite du croisement pour diminuer le mixage entre la charge fraîche et les gaz d’échappement. Pour les hauts régimes, quand le temps disponible pour le mélange est diminué, on peut procéder à un élargissement du croisement pour améliorer le remplissage du cylindre.

Même si l’on parle souvent, dans les analyses effectuées de la phase de croisement des soupapes du point de vue de "l’extension angulaire", on peut considérer que l’approche du point de vue "aire", est plus convaincante, car ce paramètre influence directement les sections d’écoulement pour les deux types de soupapes, c’est-à-dire l’échange de gaz.

Par exemple, pour deux croisements identiques du point de vue de la durée angulaire, en fonction de la loi de la came, on peut avoir des surfaces différentes (figure 2.7). Cette situation peut être analysée comparativement par l’angle - section de la soupape (v. relation 2.6)

Fig. 2.7. L’aire qui correspond à la durée du croisement, /9/

Retard à la fermeture de la soupape d’admission RFA

La fermeture de la soupape d’admission doit s’effectuer suffisamment tard pour bénéficier de l’énergie cinétique acquise par les gaz pendant l’aspiration et des phénomènes dynamiques susceptibles d’augmenter le remplissage.

Pour un certain régime n1 (figure 2.8) où le rendement du remplissage,

η

soupape d’admission ferme au point 1, à la pression p1 égale à la pression du conduit

d’admission. Pour le régime n2 > n1 à

la même charge, le diagramme de pompage change, de sorte que, au moment de la fermeture de la soupape d’admission, p₁' < p₁. On obtient une

réduction de la période de

postremplissage. Pour augmenter

l’efficacité du postremplissage, la soupape devrait être fermée au plus tard au point 2. Pour n3 < n1, à cause

de la conversion du diagramme de pompage au sens inverse, p1” > p1, à la fin du processus a

lieu un refoulement de la charge fraîche dans le conduit d’admission. Pour éviter ce phénomène, la soupape d’admission doit être fermée en avance au point 3, /1/.

Donc, pour chaque régime, pour augmenter le remplissage, on doit trouver une valeur optimale pour le RFA. Dans tous les cas, le RFA doit augmenter avec l’accroissement du régime.

2.1.2.2. Incidence du diagramme sur le cycle haute pression

Influence du RFA sur la compression

On a d'une part expliqué l'influence du RFA sur le rendement du remplissage, ce qui, évidemment a des conséquences sur le cycle haute pression.

D'autre part, le moment de la fermeture de la soupape d’admission (FSA), représentant le début du processus de compression, il en résulte que sa valeur influence la pression de fin de compression (figura 2.6, d). On peut donc définir le rapport effectif de compression εec, /20, 22,

103/: k k S c k FSA ec V V V V V _{< =} + = ε ε , (2.9)

où Vk est le volume de la chambre de combustion/volume mort et VS est la cylindrée unitaire.

Fig. 2.8. Diagrammes de pompage par rapport au régime et aux moments de fermeture de la soupape d’admission, /1/

Donc plus le RFA sera significatif, plus le rendement de cycle sera réduit, du fait d'un

rapport effectif de compression diminué ( _{k 1}

ec Otto 1 1− ₋ = ε η )

Influence de l’AOE sur le travail de détente

La figure 2.6, a présente l’influence de l’AOE sur le travail de détente.

•AOE = 0 (v. courbe noire, valable pour la détente isentropique) => le travail fourni est maximal

•AOE > 0 (v. courbe bleue), l’ouverture de la soupape avec avance détermine une réduction plus rapide de la pression, d’où résulte une diminution du travail de détente (v. aire „a” dans la figure 2.6. a)

En conclusion, à un régime donné, le choix de l’AOE doit être effectué pour assurer le meilleur compromis entre les pertes générées par le travail de détente et celles par pompage.

2.1.2.3. Incidence du diagramme sur les émissions polluantes.

Les émissions polluantes dépendent en partie de l’interaction entre les gaz admis dans le cylindre et les gaz d’échappement. Deux paramètres sont fondamentaux et gouvernent le recyclage des gaz brûlés du cycle précédent (EGR interne): le volume mort de la chambre de combustion et la durée du croisement des soupapes.

Considérons le cas d’un moteur à allumage commandé, non suralimenté.

Premier cas : croisement nul

Dans ce cas, survient ce qu’on pourrait appeler "le recyclage des gaz brûlés au sein de la chambre de combustion". L’ouvrage /35/ montre que dans ce cas, le taux massique d’EGR peut être estimé par la relation :

a gr k gr a S S fp gr gr T T V p p V V m m m + = + (2.10)

où : mfp,mgr - masse du fluide d’admission, masse des gaz résiduels,

a

T , T_gr - température du fluide d’admission, température des gaz résiduels,

a

p , p_gr - pression des gaz d’admission, pression des gaz résiduels,

S

V - cylindrée unitaire,

(

)

ε

En appliquant la relation 2.11 pour un rapport de compression

ε

résulte que la masse de gaz brûlés représente 3.6% de la masse totale de gaz contenue dans le cylindre.

A très faibles charges, le taux d’EGR augmente sensiblement. Supposons pa/pgr=0.3.

ε

a) Comportement aux charges partielles

Lorsque la charge est contrôlée par le papillon de gaz, pendant le croisement des soupapes, la pression moyenne dans le conduit d’admission est inférieure à celle du conduit d’échappement. Il peut y avoir deux situations:

- avant le PMH, écoulement des gaz brûlés du cylindre, dans le conduit d’admission

(écoulement inverse)

- après le PMH, aspiration simultanée des gaz brûlés, des conduits d’admission et

d’échappement, dans le cylindre

Le rapport réel d’EGR est donc supérieur à la valeur calculée précédemment, surtout aux

bas régimes. Au ralenti, le taux élevé d’EGR génère une combustion instable, traduite par des

émissions polluantes importantes et des irrégularités du régime.

b) Comportement en pleine charge

La pression dans le conduit d’admission est voisine de la pression atmosphérique et les phénomènes acoustiques sont, dans ce cas, de forte amplitude. En fonction de leurs phases d’admission et d’échappement il peut y avoir soit un écoulement anormal des gaz brûlés vers le conduit d’admission, soit un écoulement anormal du fluide d’admission vers le conduit d’échappement. Dans ce dernier cas, si le moteur fonctionne en mélange homogène (à injection indirecte), il peut y avoir transfert de carburant dans l’échappement; ce phénomène détermine une émission importante d’hydrocarbures imbrûlés, /35/.

2.1.3. Aérodynamique interne du moteur

Le mouvement du fluide moteur dans le cylindre s’organise selon trois directions distinctes, /37/. L’une est parallèle à l’axe du cylindre – mouvement axial de vitesseW_a, les

deux autres se trouvent sur un plan normal de l’axe du cylindre, parallèle à la tête du piston. Au plan normal, l’une des directions est suivant un rayon du cylindre – mouvement radial de vitesse

r

W ; l’autre est perpendiculaire à un rayon du cylindre – mouvement tangentiel de vitesse W_t

Le mouvement résultant est ainsi la somme de trois composantes.

t r a W W

W

W= + + (2.12)

2.1.3.1. Mouvement axial - tumble

Le mouvement de tumble est dû à l’impact du fluide avec la tête du piston. Cette situation génère l’apparition d’un mouvement de rotation du mélange du fluide frais par rapport au plan longitudinal du cylindre (figure 2.9.).

a. b.

Fig.2.9. Représentation de l’écoulement du fluide dans le mouvement de tumble, /110/

Le mouvement de tumble peut être intensifié en optimisant la géométrie de la tête du piston, figure 2.10

On peut aussi améliorer ce mouvement par l’introduction d’un papillon de gaz dans le conduit d’admission, /2, 51/, (figure 2.11).

Fig. 2.11. Amélioration du mouvement de tumble, /51/

Le mouvement du fluide dans la direction axiale présente les particularités suivantes, /37/: 1. la vitesse moyenne du fluide dans la course d’admission varie d’une manière presque

linéaire avec le régime et augmente avec la charge.

2. le phénomène de recyclage et de réflexion du fluide après avoir frappé le piston est plus faible, quand la portée de la soupape induit un mouvement hélicoïdal.

3. la distribution dynamique de la vitesse axiale montre qu’au voisinage des parois, le module de W est d’approximativement 50-80% plus grand qu’au centre du cylindre. a

Le principal paramètre d’évaluation du mouvement axial est représenté par le rapport de

tumble, TR, défini ainsi, /123/:

, , 60 2 x z x z H TR M n

π

où : Hx,z, Mx,zreprésente le moment cinétique, respectivement le moment d’inertie

correspondant aux axes X et Z, et n – régime du moteur (tr/min).

Dans les tableaux suivants, on met en évidence l’influence des différents paramètres du moteur sur le changement du rapport de tumble

Fig. 2.12. Variation du rapport de tumble pour différents régimes, /86/

On peut remarquer, dans la figure 2.12 que le rapport de tumble dépend surtout de l’angle de rotation du vilebrequin, le changement de régime ayant une influence pus faible.

b) l’impact du changement du régime

La figure 2.13 présente la variation absolue du TR à 330°Vb (près de la fin de la compression) pour les régimes pris en considération. A cet angle de rotation du vilbrequin, plus la vitesse du moteur augmente, plus le taux de tumble s’intensifie. Il indique un accroissement global du mouvement de l’air.

c) la variation du rapport de tumble avec l’ouverture de la soupape

Fig. 2.14. Variation du rapport de tumble en fonction de l’ouverture de la soupape, /87/

La figure 2.14 montre la variation du rapport de tumble à l’ouverture de la soupape d’admission pour différents régimes. On peut observer que le rapport de tumble est plus élevé pour des ouvertures importantes de la soupape. A une ouverture plus grande de la soupape d’admission, le débit massique de l’air augmente, conduisant à l’accéleration du fluide dans le cylindre. La zone de basse pression de l’amont de la soupape d’admission et la haute vitesse de l’air peuvent provoquer l’apparition de tourbillons de tumble dans le cylindre. Quand l’ouverture de la soupape est petite, il y a des pertes de pression et de vitesse dues au frottement du fluide sur les parois, réduisant ainsi le taux de tumble.

2.1.3.2. Mouvement tangentiel de rotation (swirl)

Le movement de swirl représente le mouvement de rotation de la masse de fluide d’admission, de l’interieur du cylindre, au plan transversal (figure 2.15).

Le movement de swirl améliore la phase de formation du mélange, il génère une bonne et rapide homogénéisation. Le niveau d’homogénéité est étroitement lié au champ de vitesses et aux caractéristiques de la turbulence du cylindre. C’est une méthode particulière pour la dispersion très rapide du front de flamme pendant le processus de combustion.

Ce mouvement est généré par la construction du système d’admission, pour qu’il imprime au mélange entrant dans le cylindre, une composante tangentielle. Cela se réalise par le "profilage" du conduit d’admission et de la soupape (figure 2.16).

a. entrée de l’air dans le cylindre à direction tangentielle

b. profil de la soupape

c. profilage du conduit d’admission

Fig. 2.16. Méthode d’engendrement du mouvement de swirl, /130/

Le mouvement de rotation du mélange dans le cylindre peut être évalué selon les paramètres suivants :

a) vitesse angulaire de rotation

ω

b) rapport de tourbillon ou le nombre de swirl ns, défini par le rapport entre la vitesse

angulaire de rotation du mélange et celle du vilebrequin:

t t s n n n ω ω = = (2.14)

Le nombre de swirl peut être calculé avec l’expression de l’ouvrage /33/

2 SN I π n Γ = ⋅ ⋅ ⋅ (2.15)

où Γ - moment angulaire du fluide, I - moment d’inertie du fluide, n – régime du moteur, (tr/s) c) coefficient de swirl Cs – met en évidence la capacité du conduit d’admission de

produire le mouvement tangentiel, /69/.

t s SA W C W = (2.16)

où : WSA - vitesse moyenne obtenue à la soupape d’admission,

d) coefficient moyen de swirl Csm, défini par :/69/

θ

θ

∫

où : θ est la durée angulaire d’ouverture de la soupape

Cette grandeur offre des informations liées à l’efficacité du conduit d’admission, en ce qui concerne la production du mouvement de swirl pour un certain régime.

e) coefficient moyen absolu de swirl, C_sma, défini ainsi, conformément /69/

n C

C_sma = _sm⋅⋅ (2.18)

2.2. Distribution variable

2.2.1. Méthodes de variation

Une distribution est variable quand, au moins l’un de ses principaux paramètres peut évoluer d’une manière continue ou discrète. Le degré de flexibilité de la distribution est accentué lorsque la variation des paramètres est indépendante.

La figure 2.17 représentent les variations possibles pour l'admission :

a. variation de la hauteur de levée des soupapes avec le maintien constant de la durée. b. variation simultanée de hauteur et durée

c. variation simultanée de la hauteur de levée et du moment de fermeture. d. variation simultanée de la hauteur et du moment d’ouverture.

Fig. 2.17 Exemples de méthodes pour la variation des paramètres de distribution, /9/

L’idéal serait que tous les paramètres puissent être ajustés d’une manière continue et indépendante en accord avec les exigences fonctionnelles du moteur. Ceci pour le moment est difficile, voire impossible, surtout quand le système de distribution adopté est mécanique et repose sur l’utilisation des cames dont le profil est invariable.

Pour une vision d’ensemble sur les implications majeures qui résultent de l’utilisation d’un système d'une admission variable, on a recours au schéma de la figure 2.18, où sont mis en évidence les avantages suivants:

- réduction des pertes par pompage en éliminant le papillon de gaz, qui conduit au contrôle direct de la charge du moteur par les soupapes d’admission;

- contrôle de la qualité du mélange frais par l’intensification du mouvement turbulent; - contrôle des écoulements inverses, pour le mélange frais et pour les gaz brûlés.